機械式變速箱設計(畢業(yè)設計)

1、機械變速箱傳動機構設計姓 名： 學 號： 系部名稱： 汽車工程系 班 級： 指導老師： 職 稱： 教授 設計初始數據：（方案二）學號：23最高車速：=110-23=87Km/h 發(fā)動機功率：=66-23/2=54.5 轉矩：=210-23×3/2=175.5Nm 總質量：ma=4100-23×2=4054Kg轉矩轉速：nT=2100r/min車輪：R16（選205/55R16） rR=16×2.54×10/2+0.55×205=315.95mm1.1.1 變速器各擋傳動比的確定初選傳動比：設五擋為直接擋，則=1 = 0.377 式中： 最高車速

2、 發(fā)動機最大功率轉速 車輪半徑 變速器最小傳動比 主減速器傳動比/ =1.42.0 即=（1.42.0）×2100=29404200r/min =9549× （轉矩適應系數=1.11.3）所以，=9549×=3118.33685.3r/min 由上述兩兩式取=3400 r/m =0.377×=0.377×=4.65雙曲面主減速器，當6時，取=90%輕型商用車在5.08.0范圍，=96%， =×=90%×96%=86.4%最大傳動比的選擇：滿足最大爬坡度。根據汽車行駛方程式 （1.1） 汽車以一擋在無風、瀝青混凝土干路面行駛，

3、公式簡化為 （1.2） 即，式中：G作用在汽車上的重力，汽車質量，重力加速度，=4055×9.8=39739N；發(fā)動機最大轉矩，=192N.m；主減速器傳動比，=4.402傳動系效率，=86.4%；車輪半徑，=0.316m；滾動阻力系數，對于貨車取=0.02；爬坡度，取=16.7°=5.5.45 滿足附著條件。 ·在瀝青混凝土干路面，=0.70.8，取=0.7即=7.715 由得5.457.715；又因為輕型商用車=5.08.0；所以，取=5.7 。其他各擋傳動比的確定： 按等比級數原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系：式中：常數，也就是各擋之間的公比；因此，

4、各擋的傳動比為：，=1.545所以其他各擋傳動比為：=5.7， =3.68，=2.387，=1.545，=1為了減少高檔較大的沖擊力，高檔的傳動比應該比較接近，。1.1.2 中心距A初選中心距時，可根據下述經驗公式 （1.3） 式中：變速器中心距（mm）；中心距系數，商用車：=8.69.6；發(fā)動機最大轉矩（N.m）；變速器一擋傳動比，=5.7；變速器傳動效率，取96% ；發(fā)動機最大轉矩，=192N.m 。 則，=84.348594.1564初選中心距=90m。1.2 齒輪參數1、模數對貨車，減小質量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數。嚙合套和同

5、步器的接合齒多數采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數相同。其取值范圍是：乘用車和總質量在1.814.0t的貨車為2.03.5mm；總質量大于14.0t的貨車為3.55.0mm。選取較小的模數值可使齒數增多，有利于換擋。表1.2.1汽車變速器齒輪法向模數車型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模數/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表1.2.2汽車變速器常用齒輪模數一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.

6、50（3.75）4.505.50根據表1.2.1及1.2.2，齒輪的模數定為4.0mm。 2、壓力角理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用22.5°或25°等大些的壓力角。國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。3、螺旋角實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。設計時

7、，應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。貨車變速器螺旋角：18°26°初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為24°，其余擋斜齒輪螺旋角24°。4、齒寬直齒，為齒寬系數，取為4.58.0，取7.0；斜齒，取為6.08.5。采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為24mm，取4mm。5、齒頂高系數在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數取為1.00。 1.3 各擋齒輪齒

8、數的分配1-一軸常嚙合齒輪 2-中間軸常嚙合齒輪 3-二軸五擋齒輪 4-中間軸五擋變速器5-二軸四擋齒輪 6-中間軸四擋齒輪 7-二周三擋齒輪 8-中間軸三擋齒輪9-二軸二擋齒輪 10-中間軸二擋齒輪 11-二軸一擋齒輪 12-中間軸一擋齒輪13-二軸倒擋齒輪 14-中間軸倒擋齒輪 15-倒擋中間齒輪圖1.3.1變速器傳動示意圖如圖1.3.1所示為變速器的傳動示意圖。在初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的擋數、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數。應該注意的是，各擋齒輪的齒數比應該盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻。1、 確定一擋齒輪的齒數 中間軸一擋齒輪齒數，貨車可在12-17之間

9、選用，最小為12-14，取=13，一擋齒輪為斜齒輪。一擋傳動比為 （1.4）為了求，的齒數，先求其齒數和， 斜齒 （1.5）=42.286 取=42即=-=42-3=292、對中心距進行修正因為計算齒數和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的和齒輪變位系數重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數分配的依據。=91.94為A=92m對一擋齒輪進行角度變位：端面嚙合角 ： tan=tan/cos=.398 =21.43 嚙合角 ： cos=0.932 =21.52變位系數之和 =0.62查變位系數線圖得： 計算精確值：A= 計算一擋齒輪9、10參數：分度圓直徑 =4×

10、29/cos24.07°=127.004mm =4×13/cos24.07°=56.95mm齒頂高 =3.26mm =2.38mm 式中：=0.015 =0.605齒根高 =3.32mm =4.2mm齒全高 =6.58mm齒頂圓直徑 =133.52mm =61.71mm齒根圓直徑 =120.4mm =56.95-2×3.8=48.55mm 當量齒數 =38.16 =17.113、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數（=24）由式（1.3）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 （1.6）=2.56常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即 （1.7） = =42.29由

11、式（1.6）、（1.7）得=11.87，=30.42取整為=12，=31，則：=5.76=5.7對常嚙合齒輪進行角度變位：理論中心距 =91.5mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.387 =21.17°端面嚙合角 = 變位系數之和 = =0.64查變位系數線圖得： 計算精確值：A= 常嚙合齒輪數：分度圓直徑 =51.35mm =132.65mm齒頂高 =（1+0.45+0.515）×4=3.74mm =（1+0.19+0.515）×4=2.7mm 式中：=（92-91.5）/4=0.125 =0.515齒根高 =（1+0.25-0.45）×4=3

12、.2mm =（1+0.25+0.19）×4=4.24mm齒全高 =6.94齒頂圓直徑 =58.83mm =138.05mm齒根圓直徑 =44.95mm =124.17mm 當量齒數 =14.69 =37.944、確定其他各擋的齒數（1）二擋齒輪為斜齒輪，模數與一擋齒輪相同，初選=24° （1.8）=1.65 （1.9）=43.22由式（1.8）、（1.9）得=25.29，=17.93取整為=25，=18則，=3.59=3.68對二擋齒輪進行角度變位：理論中心距 =91.5mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.17°端面嚙合角 = 變位系數之和 =0.64

13、查變位系數線圖得： 0 =0.40 =0.24計算精確值： =20.8°二擋齒輪參數：分度圓直徑 =106.97mm =77.02mm齒頂高 =2.9mm =3.54mm 式中：=0.515 =0.125齒根高 =4.04mm =3.4mm齒全高 =6.94mm齒頂圓直徑 =112.77mm =84.1mm齒根圓直徑 =98.89mm =70.22mm 當量齒數 =30.60 =22.03（2）三擋齒輪為斜齒輪，初選=24° （1 （3.11）由式（3.10）、（3.11）得=27.35，=29.9 取整=27，=29 = =2.4=2.387對三擋齒輪進行角度變?yōu)椋豪碚撝?/p>

14、心距 =91.94mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.393 =21.72°端面嚙合角 = 變位系數之和 =0.015查變位系數線圖得： =0.05 =0.48-0.3=-0.035計算精確值： 三擋齒輪5、6參數：分度圓直徑 =88.71mm =95.28mm齒頂高 =3.165mm =2.91mm 式中：=0.02 =-0.005齒根高 =3.6mm =3.855mm齒全高 =6.51mm齒頂圓直徑 =95.04mm =87.57mm齒根圓直徑 =81.51mm =101.1mm 當量齒數 =35.53 =38.16（3）四擋齒輪為斜齒輪， （1.12） （1.13） （

15、1.14）由（1.12）、（1.13）、（1.14）得=21.53，=36.12 取整=21，=37則： = =1.47對四擋齒輪進行角度變位：理論中心距 =92.58mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.387 =21.17°端面嚙合角 變位系數之和 =-0.18查變位系數線圖得： =0.2 =-0.22-0.16=-0.02精確值=四擋齒輪3、4參數：分度圓直徑 =66.62mm =177.38mm齒頂高 =3.56mm =2.9mm 式中：=-0.193 =0.013齒根高 =3.15mm =3.81mm齒全高 =6.71mm齒頂圓直徑 =73.74mm =123.18m

16、m齒根圓直徑 =60.32mm =109.76mm 當量齒數 =24.83 =43.765、確定倒擋齒輪齒數倒擋齒輪選用的模數與一擋相同，倒擋齒輪的齒數一般在2123之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=23，=13，則：=72mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應為 =2×924×(13+2)1=123mm =2=28.75為了保證齒輪10和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，取=28計算倒擋軸和第二軸的中心距 = =102mm計算倒擋傳動比 =5.57 分度圓直徑

17、 =28×4=112mm 13×4=52 mm 23×4=92 mm齒頂高 4mm = 4 mm =4 mm齒根高 =5 mm =5 mm=5 mm齒全高 =9 mm齒頂圓直徑 =120 =60mm=100mm齒根圓直徑 =102mm =42 mm =82 mm1.4 本章小結本章首先根據所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動比；接著確定齒輪的參數，如齒輪的模數、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數；介紹了齒輪變位系數的選擇原則，并根據各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數，根據齒數重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進行變位。第2章 齒輪校核2.1

18、 齒輪材料的選擇原則1、滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。2、合理選擇材料配對 如對硬度350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在3050HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。3、考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：時滲碳層深度0.81.2時滲碳層深度0.91.3時滲碳層深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2

19、；表面硬度HRC485312。對于大模數的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶面粒13。2.2 計算各軸的轉矩發(fā)動機最大扭矩為192N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率98%，軸承傳動效率96%。軸 =175.5×98%×96%=165.11N.m中間軸 =165.11×96%×99%×31/12=405.38N.m軸 一擋=405.38×0.96×0.99×29/13=859.45N.m 二擋=4

20、05.38×0.96×0.99×25/18=535.10N.m三擋=405.38×0.96×0.99×23/22=358.70N.m四擋=405.38×0.96×0.99×17/18=218.69N.m倒擋=405.38××32/13=859.46N.m2.3 輪齒強度計算2.3.1 輪齒彎曲強度計算1、倒檔直齒輪彎曲應力圖2.1 齒形系數圖 （2.1）式中：彎曲應力（MPa）；計算載荷（N.mm）；應力集中系數，可近似取=1.65；摩擦力影響系數，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不

21、同，對彎曲應力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；齒寬（mm）；模數；齒形系數，如圖2.1。當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。計算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應力 ，=31，=11，=21，=0.161，=0.141，=0.11，=859.46N.m，=409.37N.m =402.52MPa<400850MPa =570.69MPa<400850MPa = = 598.52MPa<400850MPa2、斜齒輪彎曲應力 （2.2）式中：計

22、算載荷（N·mm）；法向模數（mm）；齒數；斜齒輪螺旋角（°）；應力集中系數，=1.50；齒形系數，可按當量齒數在圖中查得；齒寬系數=7.0重合度影響系數，=2.0。當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180350MPa范圍，對貨車為100250MPa。（1）計算一擋齒輪9，10的彎曲應力 ，=29，=13，=0.17，=0.152，=859.45N.m，=405.38N.m，=24.07°，=6.0 =198.01MPa<100250MPa =233.02MPa<100250MPa（2）計算二擋齒輪7

23、，8的彎曲應力=25，=18，=0.155，=0.163，=535.10，=405.38N.m，=20.8°，=7.0 =137.65MPa<100250MPa =137.73MPa<100250MPa（3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應力=27，=29，=0.165，=0.16，=358.70N.m，=405.38N.m，=24.07°，=8 m=3 =162.59MPa<100250MPa =176.42MPa<100250MPa （4）計算四擋齒輪3，4的彎曲應力=21，=37，=0.15，=0.152，=218.69N.m，=405.38N.m，

24、=18.89°，=8 ， m=3 =145.27MPa<100250MPa =151.45MPa<100250MPa（5）計算常嚙合齒輪1，2的彎曲應力=12，=31，=0.165，=0.16，=165.11N.m，=405.38N.m，=20.8°，=6.0 = =96.98MPa<100250MPa = =95.05MPa<100250MPa2.3.2 輪齒接觸應力j （4.3）式中：輪齒的接觸應力（MPa）；計算載荷（N.mm）；節(jié)圓直徑(mm)；節(jié)點處壓力角（°），齒輪螺旋角（°）；齒輪材料的彈性模量（MPa）；齒輪接觸的

25、實際寬度(mm)；、主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；、主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表4.1。彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬=7×4=28mm表4.1變速器齒輪的許用接觸應力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700（1）計算一擋齒輪9，10的接觸應力=29，=13，=859.45N.m，=405.38N.m，=24.07°，=6.0 =2×92/（2.23+1）=

26、56.95mm，=2.23×56.95=127.05 mm=11.67mm=25.29mm = =1719.36MPa<19002000MPa =1763.7MPa<19002000MPa（2）計算二擋齒輪7，8的接觸應力=535.10N.m，=405.38N.m，=2×92/（1.38+1）=77.02mm，=1.38×77.02=106.98mm=15.07mm=20.93mm = =1291MPa<19002000MPa =1352MPa<13001400MPa（3）計算三擋齒輪5，6的接觸應力=358.7N.m，=405.38N.m

27、，=2×92/（1.07+1）=95.29mm，=88.71mm=19.54mm=18.198mm = =1224.1MPa<13001400MPa =1225.6MPa<13001400MPa（4）計算四擋齒輪3，4的接觸應力=218.69N.m，=405.38N.m，=2×92/（1.76+1）=66.62mm，=1.76×72.66.62 =117.38mm=22.45mm=12.74mm = =1362.36MPa<13001400MPa =1397.37MPa<13001400MPa（5）常嚙合齒輪1，2的接觸應力=165.11N

28、.m，=405.38N.m，=）=51.35mm，=132.65mm=10.045mm=26.71mm = =1226.43MPa<13001400MPa = 1117.21MPa<13001400MPa（6）計算倒擋齒輪11，12，13的接觸應力=859.46N.m，=405.38N.m， ，mm mm mm mm=9.576mm=15.048mm=19.836mm = =1539.15MPa<19002000MPa =1909.1MPa<19002000MPa = =1909.1MPa<19002000MPa2.4 計算各擋齒輪的受力（1）一擋齒輪9，10的受

29、力=127.05mm，=56.95mm=859.45N·m, =405.38N·mN （2）二擋齒輪7，8的受力、mm，mm=535.10N·m, =405.38N·m （3）三擋齒輪5，6的受力、mm，mm=358.70N.m, =405.38N.m=24.08°（4）四擋齒輪3，4的受力、mm，mm=218.69N.m,=405.38 N.m （5）五擋齒輪1，2的受力、mm，mm=165.11N.m,=405.38N.m=20.8° （6）倒擋齒輪11，12的受力mm，mm=859.46N.m,=405.38N.m2.5 本章小

30、結本章首先簡要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對、考慮加工工藝及熱處理，然后計算出各擋齒輪的轉矩。根據齒形系數圖查出各齒輪的齒形系數，計算輪齒的彎曲應力和接觸應力。最后計算出各擋齒輪所受的力，為下章對軸及軸承進行校核做準備。第3章 軸及軸上支承聯接件的校核3.1 軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結構不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理14。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC5863，表面光

31、潔度不低于815。對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低于7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度16。對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產生裂紋。對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少17。3.2 軸的強度計算3.2.1 初選軸的直徑已知中間軸式變速器中心距=96mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值：對中間軸，=0.160.18；對第二軸，0.180.21。第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選 （5.1）式中：經驗系數，=4.04.6；發(fā)動機最大轉矩（N.m）。第一軸花鍵部分直徑=22.39

32、525.75mm取25mm；第二軸最大直徑=41.455.2mm取50mm；中間軸最大直徑=41.455.2mm取=50mm第二軸：；第一軸及中間軸：d35d34d33d32d24d25d23d22d21d31第二軸支承之間的長度=285.71375mm取= 291.875 mm；中間軸支承之間的長度=333.33375mm取=325.75mm，第一軸支承之間的長度=144.44162.5mm取=145 mm圖5.1 軸的尺寸圖如圖5.1所示，為便于軸承的裝配，取第一軸裝軸承處的直徑=45mm，第二軸裝軸承處的直徑=50mm。倒擋齒輪出軸徑=53mm，擋齒輪處的軸徑=55mm，擋齒輪處的軸徑=

33、70mm，擋齒輪處的軸徑=70mm，擋齒輪處的軸徑=55mm，擋齒輪處的軸徑=50mm，-擋同步器小徑=60mm，-同步器的小徑=60mm，-同步器的小徑=42mm；中間軸裝軸承處的直徑=55mm，倒擋齒輪處的軸徑=68mm，擋齒輪處的軸徑=73mm，擋齒輪處的軸徑=90mm，擋齒輪處軸徑3.2.2 軸的強度驗算1、軸的剛度驗算若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為，可分別用式（5.2）、（5.3）、（5.4）計算 （5.2） （5.3） （5.4） 式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；彈性模量（MPa），=2.06×105MPa；慣性矩

34、（mm4），對于實心軸，；軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。abLFr （1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大，可以不必計算（2）二軸的剛度一檔時N，Nmm，mm mm=0.072mm =0.082=-0.0002rad0.002rad二檔時N，Nmm，mm mm=0.033mm =0.078=-0.00002rad0.002rad三檔時N，Nmm，mm mm

35、=0.048mm =0.11=0.0004rad0.002rad四檔時N，Nmm，mm mm=0.033mm =0.073=0.0006rad0.002rad倒檔時N，Nmm，mm mm=0.015mm =0.048=-0.0004rad0.002rad（3）中間軸剛度abLFr 一檔時N，Nmm，mm mm=0.030mm =0.076=0.0002rad0.002rad四檔時N，Nmm，mm mm=0.012mm =0.032=0.0001rad0.002rad五檔時N，Nmm，mm mm=0.003mm =0.0085=0.0001rad0.002rad倒檔時N，Nmm，mm mm=0.

36、016mm =0.043=-0.0006rad0.002rad2、軸的強度計算（1）二軸的強度校核RVARHBRHARVBFa9Fr9Ft9RHAFt9RHBL2L1LRVARVBFr9M一檔時撓度最大，最危險，因此校核。1)求水平面內支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=4225.44N，=9496.94N，=853538.89N.mm2)求垂直面內支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=291.20N，=5155.85N，=58822.4N.mm，=463382.02N.mm按第三強度理論得：N.mm（2）中間軸強度校核Fr2Fr12RHAFt2RHBL2L1LFr2RVBRVARHBFa2Ft2Ft12RHAFt1